Потери и общий к. п. д. центробежного насоса

Легко видеть, что общая производительность параллельно работающих насосов всегда меньше суммы производительности этих насо"Сов 2Q при их работе независимо друг от друга на тот же трубопровод. Суммарная производительность насосов тем меньще удвоенной производительности одного из них, чем больше потери в трубопроводе, т. е. чем круче характеристика трубопровода. Напор, развиваемый при параллельной работе насосов, несколько больше напора каждого центробежного насоса. [c.204]

Значительные потери напора, возникающие в центробежном насосе, обусловливают снижение его общего к. п. д. [c.136]

Рассмотрим принципиальные схемы нагрева жидкой и парообразной дифенильной смесью, которые в общих чертах типичны для всех ВОТ. При обогреве жидкой смесью с принудительной циркуляцией (рис. УИ1-6) смесь специальным центробежным насосом 1 через котел 2 с электрообогревом подается на обогрев теплоиспользующего аппарата 3. Вследствие того что объем смеси при ее нагреве увеличивается, за аппаратом 3 установлен расширительный сосуд 4. После того как смесь отдала тепло и охладилась, насосом 1 она снова засасывается в котел. Предварительный подогрев смеси при заполнении системы и ее подпитке (для компенсации потерь теплоносителя, которые в циркуляционной замкнутой системе невелики) производится в емкость 5, в которую смесь поступает через фильтр 6. [c.318]

Потери и общий к. п. д. центробежного насоса 137 [c.137]

Итак, в центробежном насосе, как и в поршневом, имеем аналогичный характер потерь. Общий к. п. д. составится [c.140]

Потери в зазоре будут меньше при большей длине потока в зазоре, т. е. при меньшем отношении диаметров 1/ 2- При уменьшении 1/ 2 в большинстве случаев снова повышается развиваемое нагнетателем давление, в результате чего перепад давлений в зазоре увеличивается. Поэтому доля потерь в зазоре (в процентах от общих потерь) значительно больше у нагнетателей высокого давления, чем у нагнетателей низкого давления. Отсюда понятно, почему максимальные КПД для нагнетателей низкого давления выше, чем для нагнетателей высокого давления. Величина зазора нормируется и составляет для радиальных вентиляторов — 1 % диаметра колеса для осевых вентиляторов — 1,5 % длины лопатки для центробежных насосов — 0,05— [c.71]

В основе расчета предельной высоты всасывания центробежного насоса лежит общая формула (3.8). При этом необходимо также принять во внимание некоторые особенности работы центробежных насосов. Здесь, разумеется, нет инерционных потерь во всасывающем трубопроводе, поскольку движение в нем — равномерное. В то же время для центробежных насосов следует учитывать эффекты, связанные с неравномерным распределением скоростей и давлений в рабочем колесе вблизи входного сечения. [c.313]

Среднее значение коэффициента =0,65 этому значению коэффициента потерь соответствует величина гидравлического КПД рабочего колеса Tir =0,80...0,96. Разумеется, такой способ расчета является лишь первым приближением, удобным для производства прикидочных расчетов и учитывающим только основную функциональную зависимость. При применении к расчету гидравлических потерь в рабочем колесе центробежного насоса зависимостей, полученных для неподвижных каналов в курсе общей гидравлики, величина гидравлических потерь получается заниженной, поэтому величина - 0,65 учитывает сложную картину течения во вращающихся межлопаточных каналах. [c.58]

ПОТЕРИ В НАСОСЕ. ЗАВИСИМОСТЬ ПАРАМЕТРОВ ОТ п. КЛАССИФИКАЦИЯ НАСОСОВ 50. Потери и общий к. п. д. центробежного насоса [c.132]

В осевых насосах объемные и внутренние механические потери не могут быть с достаточной точностью выделены из общего баланса потерь, как это делается для центробежных насосов. Поэтому суммарные потери в зоне рабочего колеса относят к гидравлическим. Суммарные гидравлические потери в осевом насосе можно рассматривать состоящими из потерь на трение в рабочем колесе— /гр.р.к натре-ниев каналах выправляющего аппарата — на трение о корпус и втулку рабочего колеса — при преобразовании кинетической энергии в энергию давления в диффузоре (если он предусмотрен конструкцией) /1д ф на индуктивное сопротивление из-за перетекания жидкости в радиальном зазоре между лопастью и корпусом —/1 . [c.103]

Практически, в реальных условиях работы установки на производстве нагнетание продукта в секцию рекуперации осуществляют центробежными насосами с избыточными напором и производительностью, причем часть избыточной энергии поглощается регулирующим вентилем или специальным стабилизатором потока. Поэтому в действительности увеличение гидравлического сопротивления рекуператора приведет не к увеличению общей затраты электроэнергии, а только к перераспределению этих затрат доля расхода на преодоление сопротивления рекуператора будет увеличена, а на потери в регулирующих устройствах снижена. [c.204]

Лопатки рабочего колеса загнуты назад (р<90°). Коэффициент давления при этом уменьшается, но благодаря снижению гидравлических потерь общий к. п. д. увеличивается. Что касается давления, развиваемого колесом, то при значительном объемном весе жидкости требуемые давления могут быть созданы при окружных скоростях, значительно меньших, чем у центробежных вентиляторов. Практически, при окружной скорости 25 м/сек колесо насоса развивает давление до 20—25 м вод. ст., а при предельных окружных скоростях до 50 м/сек даже 100 м вод. ст. [c.141]

Потери в зазоре будут меньше при большей длине потока в зазоре, т, е. при меньшем отношении диаметров йх/йг- При уменьшении 1/ 2 в большинстве случаев снова повышается развиваемое нагнетателем давление, в результате чего перепад давлений в зазоре увеличивается. Поэтому доля потерь в зазоре (в процентах от общих потерь) значительно больше у нагнетателей высокого давления, чем у нагнетателей низкого давления. Отсюда понятно, почему максимальные КПД для нагнетателей низкого давления выше, чем для нагнетателей высокого давления. Величина зазора нормируется и составляет для радиальных вентиляторов — 1 % диаметра колеса 2 для осевых вентиляторов—1,5% длины лопатки для центробежных насосов — 0,05— 0,1 мм. Потери в зазоре измерить трудно, сложен и их расчет. При тщательном изготовлении потери в зазоре можно снизить, но все же они составят не менее 5 % полезной мощности при обычном исполнении потери равны 10 %, а при небольших размерах нагнетателей доходят до 15 %. Для вентиляторов, применяемых в системах пневмотранспорта и имеющих рабочие колеса без переднего диска, потери в зазоре еще больше. [c.71]

Выделяющийся в электролитических ваннах влажный хлор с температурой 50—60° поступает в общий керамиковый коллектор и направляется в орошаемую холодной водой башню 11 с насадкой, где охлаждается до обычной температуры. При этом из хлора выделяется около 60% влаги. Потери хлора за счет растворения его в воде сравнительно невелики. Окончательное освобождение хлора от влаги достигается пропусканием его через две последовательно включенные сушильные башни 12 с насадкой из керамиковых колец. Башни сверху орошаются концентрированной серной кислотой (95—96%), подаваемой центробежными насосами 14. Перед поступлением в насосы кислота предварительно охлаждается в холодильниках 13. [c.143]

На фиг. 134 кривой 7 показаны потери на трение и кривой 2— потери на удар. Для жидкостей со сравнительно небольшой вязкостью эти кривые в общем случае приближаются к параболам. Вычитая ординаты этих кривых из ординат прямой Яг оо, мы получим действительную рабочую характеристику центробежного насоса. [c.178]

Данная установка позволяет производить кавитационные испытания насосов, так как имеющаяся на всасывающем трубопроводе задвижка позволяет изменять давление перед входом в насос в сторону уменьшения за счет увеличения гидравлических потерь. Нужно сказать, что такой способ понижения давления на входе в рабочее колесо гораздо хуже, чем понижение общего уровня давления в системе при помощи вакуум-насосов, поэтому для проведения кавитационных испытаний центробежных насосов более предпочтительно пользоваться замкнутыми установками. [c.221]

Общий КПД насоса определяется этими потерями и зависит как от состояния насоса, так и от его режима работы. Обычно КПД центробежных насосов составляет для насосов низкого напора 0,4—0,7 среднего напора [c.70]

VnoT — общие потери мощности при работе гндроструй-ного насоса, Л пот= Л вх+ Л п. о + Л с+ Л тр + N u — мощность, потребляемая центробежным насосом при перекачке гидросмеси с плотностью рсм > [c.6]

Центробежные насосы обычно несколько ступеней повышения да Уплотнение вращающегося вала дела зоне как нормальных, так и низких ратур. Для предотвращения потерь продукта насос и ротор электродви могут помещаться в общую закрыту лочку из немагнитного металла стато гателя находится вне оболочки. [c.362]

В общем случае давления р ш и / пш не равны, так как температура на входе в центробежное колесо выше, чем на входе в шнек — из-за подогрева жидкости утечками, поступающими на вход в колесо, и подогрева вследствие потерь в шнеке, но при работе насоса, перекачивающего высококипящую жидкость, на расчетном режиме различием давлений упругости паров можно пренебречь. С учетом принятых выше допущений условие бессрывной работы центробежного колеса для ДЛвх = = ДАц будет таким [62] [c.191]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология